目錄TOC\o"1-5"\h\z摘要IAbstractII第一章緒論\o"CurrentDocument"無級變速器的介紹1\o"CurrentDocument"機械變速器的現狀和類別1\o"CurrentDocument"摩擦式無級變速器2\o"CurrentDocument"摩擦式無級變速器運動原理2\o"CurrentDocument"無級變速器的計算準則3\o"CurrentDocument"鋼環分離錐輪無級變速器的優點4\o"CurrentDocument"本次課題設計的任務4第二章鋼環分離錐輪無級變速器設計理論\o"CurrentDocument"鋼環分離錐輪無級變速簡圖5\o"CurrentDocument"變速器運動學計算5\o"CurrentDocument"傳動零件的尺寸7\o"CurrentDocument"鋼環無級變速器受力分析8\o"CurrentDocument"零件之間初始間隙或過盈9\o"CurrentDocument"強度驗算10\o"CurrentDocument"恒功率傳動情況時11\o"CurrentDocument"恒扭矩傳動情況時12\o"CurrentDocument"鋼環強度校驗計算13第三章鋼環錐輪無級變速器的計算\o"CurrentDocument"計算錐輪的尺寸和參數15\o"CurrentDocument"鋼環設計16\o"CurrentDocument"軸系零件設計17\o"CurrentDocument"調速操縱機構設計18\o"CurrentDocument"確定齒輪的參數19\o"CurrentDocument"確定齒條的參數19\o"CurrentDocument"計算螺桿20\o"CurrentDocument"設計箱體21第四章強度校核\o"CurrentDocument"鋼環強度驗算22\o"CurrentDocument"校檢軸的強度22\o"CurrentDocument"設計總結24參考文獻25附錄英文翻譯26鋼環分離錐輪無級變速器摘要：鋼環分離錐錐輪無級變速器是機械摩擦式的一種變速器，它以鋼環為中間原件，以改變主、從動錐輪的工作半徑來實現無級變速。它能實現對稱變速而且無需再設加壓裝，結構簡單，時常將這種變速器應用在傳動系統的高速級。首先查找變速器相關資料，了解其傳動原理及設計要求和計算公式，選擇材料。通過已知給定參數先求出變速器主要零件鋼環和主從錐輪的相關尺寸，再根據已算出的數據和配合關系選定其主要配合原件軸承型號，然后確定錐輪各段長度和大小。再進行軸的設計，通過公式選取軸的最少直徑，再結合與錐輪配合關系確定軸的各段長度及選取鍵和軸鍵等相關尺寸，根據設計手冊選取有關尺寸的配合公差，選取設計調速操作機構，再由已知的零件尺寸和配合關系，根據設計手冊確定箱體和端蓋的基本尺寸，其后對軸和鋼環進行強度校核，以確定尺寸是否滿足要求。最后由算出的數據用CAD進行繪圖。關鍵詞：鋼環，錐輪，無級變速，齒輪，軸HandingManipulatorControlSystemAbstract:Thesteelloopseparationconepulleyvariatoristhemechanicalfrictiontypevariator'soneform.Ittakesthemiddlepartbythesteelloop,theaffiliationchangesthehost,thedrivenconepulley'sworkingradiustorealizethesteplesschange,rotatesthehandwheel,throughthegear,therackandthetensionbarcausesthetransportableawlcroprotationendmotion,changesthehost,thedrivenconepulleyandthesteelloopworkingradius,thusrealizesthespeedchange.Moreover,itsstructureissimple,themanufactureisconvenient.Itmainlyusesinthemetal-cuttingmachinetool,thetextilemachineryandsoonhighspeedmachine.Keywords:Steelloop,conepulley,limitlessspeedchange,gear,axi第一章緒論無級變速器的介紹CVT（ContinuouslyVariableTransmission）技術即無級變速技術，它采用傳動帶和工作直徑可變的主、從動輪相配合來傳遞動力，可以實現傳動比的連續改變，從而得到傳動系與發動機工況的最佳匹配。常見的無級變速器有液力機械式無級變速器和金屬帶式無級變速器（VDT-CVT），目前國內市場上能見到的、采用了這種技術的只有奧迪、派力奧（西耶那、周末風）、飛度和旗云4款車型。目前，國內汽車廠家奇瑞也掌握了無級變速技術，據報道將于2010年投入生產無級變速器與常見的液壓自動變速器最大的不同是在結構上，后者是由液壓控制的齒輪變速系統構成，還是有擋位的，它所能實現的是在兩擋之間的無級變速，而無級變速器則是兩組變速輪盤和傳動帶組成的，比傳統自動變速器結構簡單，體積小。另外，它可以自由改變傳動比，從而實現全無級變速使車速變化更為平穩沒有變速器換擋時那種“頓”的感覺。圖1-1無級變速器機械變速器的現狀和類別變速傳動裝置分為無級變速和有級變速兩種。無級變速傳動是在某種可控作用下，使機械輸出軸轉速在兩個極值范圍內作連續而任意變化的變速傳動裝置，而有級變速傳動則是使機械輸出軸的轉速在兩個極值范圍內某一規律作間斷變化的變速傳動裝置。對于做成獨立部件形式的無級變速傳動裝置，成為無級變器。無級變速器有電磁的、流體的和機械的等多種類型。電磁無級變速器可用交流電動機調速（變頻、調壓等）、直流電動機調速（挑刺通或電樞電壓等）。流體無級變速器有液壓（節流調速、容積調速或復合調速）、液力（液力偶合器和液力變矩器）、氣壓等傳動。現今，機械摩擦式無級變速器業已廣泛用于金屬切削機床、輕工、紡織、化工、食品、農業、冶金、運輸等機械和儀器儀表等行業。摩擦式無級變速器機械摩擦式無級變速器是利用摩擦力來傳遞運動和動力的，它有三個基本組成部分：加壓裝置，摩擦變速機構，調速操縱機構。使傳動零件相互壓緊，以在接觸區內產生所需摩擦力的機構稱為加壓裝置。靠摩擦力傳動、且主動和從動零件之間尺寸比例關系可與改變從而獲得變速的機構稱為摩擦變速機構。改變主、從動零件相對位置以調節兩者之間尺寸比例關系，從而實現改變傳動比，即實現變速的機構稱為調速操縱機構。摩擦機構總是由若十個相互接觸的輪子所組成（擾性中間元件可看成擾性輪），接觸部位的形狀可以是直線或圓弧曲線，通過改變輪子的相對位置，使接觸點沿其中一輪的母線移動或擺動，改變其中某些輪子的工作半徑而實現變速。加壓裝置是影響無極變速傳動性能和承載能力的重要部件。加壓裝置按加壓特性分為兩種：恒壓加壓裝置一一工作過程中壓緊力始終不變，即壓緊力為常量；自動加壓裝置一一工作過程中壓緊力隨著負載的變化而作正比變化。摩擦式無級變速器運動原理加壓裝置所提供的壓緊力與變速器輸出轉速的關系稱為加壓特性。無級變速器的加壓特性取決于摩擦機構的型式及其機械特性。在輸入轉速n1一定的情況下，無級變速器輸出軸扭矩T2（或功率P2）與轉速n2的關系稱為機械特性、可用圖1-2所示坐標系n2-T2（n2-P2）中的平面曲線T2（n2）或P2=P（n2）來表征。無級變速器的機械特性大致可以歸納為三種：1）恒功率特性一一指輸出功率保持不變，如圖1-2中實線所示。這時輸出扭矩和輸出轉速呈雙曲線關系。在低速運轉時，載荷變化對轉速影響小，工作中又很高的穩定性，能充分利用原動機的全部功率。這種機械特性經濟性好，適用于起重機、金屬切削機床等的需要。2）恒扭矩特性一一指輸出扭矩為常量，這時輸出功率和輸出轉速呈正比變化，如圖1-2中虛線所示。如果輸出扭矩小于負載扭矩，輸出轉速就立即下降，甚至引起打滑和運轉中斷，不能充分利用原動機的輸入功率。這種機械特性適用于機床進給機構和某些干燥機等設備的學要。3）變功率便扭矩特性一一輸出轉速負載扭矩和功率的變化而變化，其規律復雜多樣，通常按試驗方法確定。圖1-2鋼環無級變速器的機械特性應當指出，在一般無級比變速器中，可以采用調節壓緊力的方式（如用自動加壓裝置），使在一定的轉速范圍內獲得接近恒功率或恒扭矩的機械特性，以滿足工作需要。恒壓加壓裝置結構簡單，便于布置，能紡織過載，但影響效率和壽命。壓緊力可以由彈簧、離心力、重力、氣壓或液壓提供，其中最常用的是彈簧加壓裝置。自動加壓裝置可減小滑動，利于提高效率和壽命，便于實現恒功率傳動以充分利用動力，但不能防止過載，使用時應設置安全聯軸器等過載保護裝置。自動加壓可利用彈性環自動楔緊原理或利用擺動齒輪箱的反作用力矩原理等進行加載。調速操縱機構可根據工作要求采用手動或自動控制方式，其基本原理都是將其中某個輪子沿一個（或幾個）輪子的母線作運動以進行調速。考慮到輪子的母線通常為直線或圓弧，所以調速操縱機構可以分為兩類：1）藉移動方式改變輪子的工作半徑，適用于母線為直線的輪子。常用機構為：螺旋機構；齒輪-齒條機構；螺旋-杠桿復合機構；螺旋-連桿組合機構；偏心機構等。2）藉擺動方式改變輪子的工作半徑，適用于母線為圓弧的輪子。常用機構為：蝸輪-凸輪組合機構；齒輪齒條-正弦組合機構；偏心機構等。無級變速器計算準則無極變速器的工作能力主要受到傳動零件和加壓裝置零件失效的制約。對于采用全部剛性零件的閉式無級變速器，在充分潤滑條件下，傳動零件失效形式通常是疲勞點蝕，而加壓零件因受結構尺寸限制其失效形式除疲勞點蝕外，尚有塑性流動或表面壓潰。對此，應進行接觸強度計算。此外，由于啟動時潤滑不良以及接觸區不可避免地存在滑動，所以也會出現表面磨損失效。若有必要，可按常規的磨損計算準則（工作線壓力q許用線壓力）進行磨損強度計算。對于高速重載無級變速器，主要失效形式是膠合，可按接觸瞬時溫度不超過許用值的膠合計算準則進行計算。對于開式無級變速器，主要失效形式是磨損，應進行磨損強度計算。對于帶式無級變速器，主要是膠帶失效，原則上可按帶傳動中的計算準則處理。1.6鋼環分離錐輪無級變速器的優點鋼環分離錐輪無極變速器的特點是：1）鋼環具有自動加壓作用，能隨著扭矩的增加而增大。鋼環既是傳動零件，又是加壓元件。因此，無需另設加壓裝置，結構簡單，制造方便。2）容易產生幾何滑動，原因是錐輪頂點與鋼環的內錐頂點不相重合所致。為了減小幾何滑動和提高傳動效率，可不采用線接觸而用點接觸的結構形式。3）能實現對稱型調速（既最大傳動imax與最小傳動比imin對稱于i=1的調速），i=1/3.2~3.2，調速幅度Rb=10（16）。4）機械特性與恒功率特性較接近（從動錐輪轉速n2低時扭矩T2大，而n2高時則T2小）這種無級變速器中的主要零件鋼環和錐輪均用軸承鋼GCr15制造（若要求淬透性好，可用GCr15SiMn鋼），熱處理后工作表面的硬度不低于HRC58~64，磨削后的表面粗糙度Ra（輪廓算術平均偏差）不大于0.63pm或（輪廓微觀不平度十點高度）不大于3.2pm。1.7本次課題設計任務題目：設計一鋼環分離錐輪無級變速器，已知輸入功率P1=4kw，輸入軸轉速n1=1000r/minRb=9。要求：裝配圖一張，零件圖若干，說明書一份，英文翻譯一篇等。

第2章鋼環分離錐輪無級變速器設計理論2.1鋼環分離錐輪無級變速器簡圖2-1無級變速器結構簡圖2.2變速器運動學計算鋼環分離錐輪無級變速器的傳動比為（圖2-2）Dm土2xtga，-n1_i===n2xDix(1-s)(Dm+2xtga)(1-e)（2-1）_ni

max=n2minD2xmaxD1min(1-e)

imin="1=D2Xmin，式中￡——滑動率，￡=比坦=翌，若不考慮滑動，n2maxD1max（l—￡）v1v12-1無級變速器結構簡圖2.2變速器運動學計算鋼環分離錐輪無級變速器的傳動比為（圖2-2）Dm土2xtga，-n1_i===n2xDix(1-s)(Dm+2xtga)(1-e)（2-1）_ni

max=n2minD2xmaxD1min(1-e)圖2-2鋼環與分離錐輪之間的幾何關系（圖中實線位置表示i=1時）Dmin、Dmax一一錐輪的最大、最小工作直徑（下標1指主動錐輪，下標2指從動錐輪）；a——錐輪的錐頂半角；x——可移動錐輪相對于i=1（實線位置）的軸向移動量，上面運算符號用于增速，下面運算符號用于減速。調速幅度因屬對稱型調速:Rb="2max=，max=D2max.D1max

"2miniminD1minD2min調速幅度因屬對稱型調速:D1max=D1max=Dmax，D2min=D1min=Dmin

故：imax=Dmax,imin=_-，Rb=；max，ni=Jn2max?n2minDmin（1-e）Dmax（1-￡）kDminJ鋼環的轉速n0=業?n1D0式中D0——鋼環工作直徑，見圖2-2考慮到Dmax=Dmin七用，故Dm=Dmax；Dmin=DminCRb+1），將其中帶入式（2-1），得錐輪位移量x與傳動比之間的關系為x=±裟：R;1）；1-：）-1錐輪的移動通常用齒輪-齒條傳動，這時，錐輪位移量也就是齒條的移動量，當位移量為x時，齒輪的相應回轉角（也就是手輪的回轉角度），平=里?3600兀mz式中z——齒輪的齒數；m——齒輪的模數。2.3傳動零件的尺寸傳動零件之間的尺寸關系為（圖2-2）錐輪最大工作直徑D錐輪最大工作直徑Dmax=Dmin\；而mm式中，Dmin為錐輪的最小工作直徑，mm。Dmin由強度及結構要求確定。主、從動錐輪之間的中心距a=(1.15?a=(1.15?1.3)maxmm錐輪錐頂角2=1270~130。線接觸時鋼環工作面的接觸長度mm7/115b=（20~商dmaxmm鋼環工作直徑D=(1.8?2)Dmaxmm鋼環工作寬度B0*max-Dmin)ctga;bcosamm鋼環寬度B=Bq+bcosamm鋼環厚度h=(0.2?0.9)Bmm點接觸時鋼環工作面的圓弧半徑r=(0.8-0.9)Domm鋼環內周直徑Doi=Do一bsinamm鋼環外周直徑Doe=Doi+2hmm錐輪小端直徑Di<Dmin-bsinamm錐輪大端直徑De>Dmax+bsinamm鋼環無級變速器受力分析鋼環無級變速器中的鋼環具有自動加壓作用。空載時，鋼環圓心03位于主、從動錐輪輪心01、02的連心線上(圖2-3中的實線位置)；圖2-3受力分析簡圖承載后，主動錐輪1依靠摩擦力F帶動鋼環3沿著切線方向移至虛線位置，這時鋼環與主、從動錐輪楔緊并產生法向壓緊力Q（所傳遞的載荷越大，楔得越緊），與此同時，由鋼環通過摩擦力驅動一對從動錐輪2。錐輪與鋼環之間的法向壓緊力Q可以分解為徑向壓緊力Qr和軸向壓緊力Qa。由于軸向壓緊力Qa相互抵消，故以鋼環作為分離體時的力平衡條件是4Fcosy-4Qrsin邛=0或4Fcosy-4Qcosasiny=0由此得FKnFQ=―F—=KnFN（2-2）cosatgyf式中Kn——傳動可靠性系數，對動力傳動，可取Kn=1.2~1.5；f摩擦系數，對于淬火鋼-淬火鋼，油式時f=0.03~0.05，干式時0.1~0.2，y——連心線O1O3'或O2O3'與弦AB之間的夾角。每個錐輪所傳遞的有效圓周力（既摩擦力）F=坦=電ND1xD2x每個錐輪所傳遞的扭矩T1=^x9550x103旦，N.mm2niPinT2=x9550x103_LL，N.mmn2式中P1為主動錐輪的傳遞功率，kW；n為傳動效率。所以每個錐輪上的壓緊力Q=9550x103KnP1=9550x103KnP1nN（2-3）fn1D1xfn2D2x每個錐輪上的徑向壓緊力Qr=QcosaN每個錐輪上的軸向壓緊力Qa-QsinaN2.5零件之間初始間隙或過盈由式Q=__^-焙可見cosatgyftgy-F-—-一f一(2-4)QcosaQrKncosaY是影響壓緊力的因素之一。當主、從動錐輪的軸線在同一水平平面內時，為了獲得所需的Y值，應使鋼環與主、從動錐輪之間具有一定的初始間隙80-D°-a-如；°2x_g‘5r是鋼環在徑向壓緊力Qr作用下的徑向變形QrRc35r-0.298—EIRe——鋼環剖面重心的回轉半徑(見圖2-5)，mmE——鋼環材料的彈性模量，N/mm2；I——鋼環剖面對剖面中心軸的慣性矩，在圖2-3中，折線A03'B在直線AB上的投影應當等于折線AO1O2B在直線上的投影，由此可得50-aMMWFt"r2-al/^/SO十rmm當主、從動錐輪的軸線在同一鉛垂平面內時，鋼環因自重作用不能同時緊貼在主、從動錐輪上。這時，應使鋼環與錐輪之間具有一定的初始過盈5°以保證產生一定的預壓緊力。5°仍用上式計算，但應取負值。由上式可得(a+50+8r)2-a2tgy=卜2-(FJ此式表明，當(Dix-D2x)值最大時，Y值最大，但Kn【見式(2-4)】值卻最小，對應于此時的傳動比為極限值imax或imin；而當(Dix-D2x)值最小即等于零時，Y值最小，Kn值卻最大，對應于此時的傳動比i=1。設計時，通常應該按極限傳動比時選定傳動可靠性系數Kn和確定初始間隙。因此，當處于其他傳動比時，傳動可靠性系數Kn均有所增大，但最大增量僅在5%內。強度驗算鋼無級變速器的承載能力受到錐輪和鋼環的制約。錐輪和鋼環的主要失效形式是表面疲勞點蝕，因此設計時應計算其接觸疲勞強度。當鋼環與錐輪初始線接觸時，最大接觸應力。h=0.418\?令4bH]N/mm2（2-5）點接觸時bH=0^5《QE2kg2<[cH]N/mm2（2-6）圖2-4錐輪和鋼環的曲率式中Q——壓緊力，見式(2-3)。對于作恒功率傳動的變速器，Q應該按從動錐輪最低轉速n2min的情況，即按主動錐輪最小工作直徑Dimin的位置進行計算；對于作恒扭矩傳動的變速器，Q應按照從動錐輪最高轉速n2max的情況，即按從動輪最小工作直徑D2min的位置進行計算；對

于功率、扭矩均變化的變速器，Q應按的位置進行計算；E——彈性模量，對于鋼，E=2.1x105N/mm2；如一一接觸副在計算位置處的當量曲率，1/mm如=k11+k12+k21+k22k11——錐輪1在主平面1內的曲率k11=—=突圣，1/mmP]Dmink12——錐輪1在主平面1內的曲率k12=0k21——鋼環2在主平面2內的曲率k21=—=~2c°Sa，1/mmP2D0k22——鋼環2在主平面2內的曲率k22=1/r（線接觸時k22=0；點接觸時k22），1/mmb接觸長度，mmC——與接觸點各曲率有關的橢圓積分函數，可按曲率系數COST查表[。H]——許用接觸應力，對于GCr15號鋼，線接觸時其[。H]=1500~1800N/mm2；點接觸時其[。H]=2200~2500N/mm2。恒功率傳動情況時F和Q按Dimin位置計算（相當于n2min）。由式（2-3）得Q=9550x]03K尸1N.mm

fn]Dmin1）線接觸取E=2.1x取E=2.1x105N/mm2，max■—_.1=tRbDmin，b=西Dmin，D0=1.85Dmax，r=0.85D0，2a=127°，則k11=—P12c°SammDmin1k21k11=—P12c°SammDmin1k21=-P2-2c°sammmin七=k11+k21=1.65扁-0.891.8^RbDmmmin代人式（2-5）,得校驗計算公式.65cH=1891600、，T~r<[cH]N/mm2Hfn1代人式（2-5）,得校驗計算公式.65cH=1891600、，T~r<[cH]N/mm2Hfn1Dmin3Rb（2-7）設計計算公式：KnP』.65(R—0.89)Dmin215300mmfn^HJ2Rb（2-8）2）點接觸k11、k12、k21均同線接觸，而k22=J=上1/mmr0.85x1.85tRbDminke=k11+k12+k21+k22=一4*陽0.241/mm1.5A''RbDminCOST=k11-k12+k21-k22|_1.4、瓦-1.76寸瓦+0.24代入式（2-6），得校檢計算公式1358503HcDmin\fn1Rb<[c]N/mm2H（2-9）設計計算公式1358503.Dmin-1358503.Dmin-f、,fn\Rbmm（2-10）恒扭矩傳動情況時F和Q按D2min位置計算（相應于n2max），由于（2-3）得Q=KnT2=9550x103KnP2N（2-11）fD2minfn2DminE、Dmax、D0、b、r、2a等值或計算式同恒功率傳動。1）線接觸效驗計算公式bH=1891600:KnP2(.65\瓦一°.89)fd.3rbH=1891600:KnP2(.65\瓦一°.89)fd.3rV[bhJN/mm2(2-12)設計計算公式：KnP2(.65*瓦—0.89)Dmin>153003..~rfn2[bHJ2Rbmm(2-13)2）點接觸校驗計算公式1358503b-H-KnP2乩4cDmin<[bh]N/mm2(2-14)設計計算公式；KnP2?.；KnP2?.4Rb+0.24^Dmin-杓1358503fn2Rbmm(2-15)1以上各式均取D0、b、r的平均值（即D0-1.85Dmax，b-西Dmax，r=0.85D0），推倒而得。若用推薦值的上、下限，即D0-1.9Dmax、b-1Dmax、r=0.9D°或max18且maxr=0.8D0，則所得結果與平均值時相差很小（在Rb=9max、1八D0T.8Dmax、b=藥D時，對于線接觸公式，差率＜1.3%；對于點接觸公式，差率＜3.3%），應此式（2-7）~（2-15）對于不同的D0、b、r取值均能適用。r=0.8D0，則所得結果與平均值時相差很小（在Rb=9max、鋼環強度校驗計算圖2-5列出了鋼環的剖面尺寸及參數。鋼環在傳動中因彈性變形而引起應力，可近似地按曲桿計算。鋼環內周的正應力bibi=遷(1+01*)A^0R0iN/mm2鋼環外周的正應力b-b--組(1—蛭絲)

^AJ0R0eN/mm2鋼環剖面在接觸處的最大應力N/mm2QrRch2。max=°?636~~-—公0R0eN/mm2式中：Qr——徑向壓力，N；R0i鋼環內周半徑，mm；R0e鋼環外周半徑，mmRc——鋼環剖面重心的回轉半徑，Rc=R0i+R0e，mm；2y0鋼環剖面重心至中性層的距離，y0=Rc-p，mm；P中性層所在處的半徑，p=—*—,mmln險R0i圖2-5鋼環剖面尺寸圖2-5鋼環剖面尺寸第三章鋼環分離錐輪無級變速器的計算3.1計算錐輪的尺寸和參數1.錐輪最小工作直徑Dmin的確定（1）按線接觸Dmin2153003K病1（1.65、瓦-0.89）mmDmin2153003力Fh]2Rb式中Kn—傳動可靠性系數，取Kn=1；[a]一許用接觸應力。錐輪與鋼環材料均用GCr15號鋼，表面淬硬達HHRC62-64[ah]=1800N/mm2；f一摩擦系數。取f=0.05（油式）于是得DminN34.12mm（2）按點接觸D1358503,**(1.4\.??瓦+聲2Dmin>~~u￡?mmdbfn1Rb式中c一系數，根據曲率系數cosT按表10-1取定，而曲率系數coTS=1.絕-一1-="*'2-'76=0.55,查表10-1得c=1.09；1.痂+0.2.4J9+0.24[bh]一許用接觸應力，取[bh]=2200N/mm2于是得IDminN31.70mm可見線接觸是薄弱環節，故取定Dmin=35mm。2.錐輪最大工作直徑Dmax的確定Dmax=t‘RbDmin=3x35=105mm3錐輪錐頂角2以的確定2以=1270主、從動錐輪之間中心距a的確定a=1.3Dmax=1.3x105=137mm5錐輪與鋼環之間工作長度b的確定11b=Dmax=x105=5.52，取b=6mm19196錐輪小端直徑Di的確定1270Di<Dmin-bsina=35-6sin=29.64mm，取Di=30mm27.錐輪大端直徑De的確定1270

DeNDmax+bsina=105+6sin=110.6mm,取De=111mm28.錐輪的長度確定可移動錐輪的結構如下圖3-1所示。初步選擇滾動軸承，在L5處選用角接觸軸承，結合錐輪的大端直徑根據配合要求，選用軸承d=55mm角接觸球的軸承，型號為7311B，D=120mm，軸承的寬度B=29。考慮到退刀槽的存在和裝配要求，L5處為27mm，L4處為退刀槽長度為3,深度為2。L3處為一軸肩，取軸肩的直徑為d3=82mm。可移動錐輪在L9處要裝配一個深溝球軸承，因為在L5處有的直徑為55且又軸肩的存在，故選用軸承6210，直徑d=50mm，D=90mm，可以知道軸承寬度B=20mm。在L7處有一個擋環，可以選用擋環L7=2mm，深度為2mm，選用L8=6mm。這樣可以得知L6N2+2+20+6=30，取L6=54mm，錐輪斜邊水平水平方向長取28mm，所以錐輪總長為122mm。根據以后算出裝錐輪處軸徑的大小，考慮到花鍵的存在，知道可移動錐輪的內徑為22mm。不可移動錐輪跟可移動錐輪，不同的有，不可移動錐輪沒有擋環存在且內徑為24mm，無需考慮L7、L8、L9的長度，且L9的長度少于可移動中的長度。圖3-1可移動錐輪結構簡圖3.2鋼環的設計鋼環工作直徑D0=(1.8?2)Dmax，取D0=210mm鋼環工作寬度B0-(Dmax-Dmin)ctga+bcosa=(105-35)ctga+6xcos63.5=40.3mm取B0=44.32mm鋼環寬度B=B0+bcosa=44.57+6xcos63.5=47mm點接觸是鋼環接觸區的圓弧半徑，鋼環厚度r=0.85D0=0.85x166.5=141.525mmh=0.4(B0+bcosa)=20mm5）鋼環的內徑D0i=D0-bsina=210-6sin63.5=205mm6）鋼環外徑Doe=D0i+2h=205+2x20=245mm7）鋼環剖面積A=Bh=47x20=940mm28）鋼環剖面重心的回轉半徑Rc=Doe:D0i==112.5mm49）中性層所在半徑hp=—-Doe=112mmln_Doi10）重心至中性層的距離）o=Rc一P=112.5-112=0.5mm11）內周至中性層的距離h—n—R.〃1p'oi=112-205/2=9.5mm12）外周至中性層的距離h2=Roe~p=245/2-112=10.5mm3.3軸系零件設計此處省略NNNNNNNNNNNNNN字，由于圖紙不能上傳，如需全套設計和圖紙資料請聯系扣扣九七一九二零八零零！3.4調速操縱機構設計采用齒輪-齒條式調速操縱機構(如圖3-3所示):圖3-3齒輪-齒條式調速操縱機構3.4.1確定齒輪的參數因為，齒輪齒條只作為調速用，所以在調速時不會受太大的力，所以齒輪的設計采用最小單位計算。故選取齒輪的齒數為z=17，模數為m=1.5，ha*=1，c*=0.25，?d=1，則分度圓直徑d1=17X1.5=25mm，齒寬b=?dXd1=1X17=17mm齒高h=(2ha*+c*)m=(2X1+0.25)X1.5=3.37mm齒根圓直徑df=[z-2(ha*+c*)]m=(17-2-0.5)X1.5=21.75mm齒頂圓直徑da=(z+2ha*)m=(17+2)X1.5=28.5mm齒距p=nm=3.14X1.5=4.71手輪端的直徑選取d=30mm，D=110mm齒輪軸的長度根據裝配關系和齒寬的大小取長度為245mm3.4.2確定齒條的參數可以根據移動的范圍和配合及齒輪的直徑，可取齒條長度LN17+15,考慮裝配關系，取齒條長度為65mm,齒高h=3.5mm

圖3-4調節套d2處和d4處要安裝軸承，根據軸承的大小，可以知道得知：d2=120mm，d4=90mm在d2處和d4處又兩個退刀槽，取2X2,d5為100mm，d3處要和d4處的軸承配合，根據要求可以選擇d3=84mm根據配合知dl的長度取d1=136mmL1為齒條的長度，所以L2=62mm，L1>62+29=91mm，取L1=105mm,L3=132mm取L4=L2=62mm，d2處的內徑長度根據軸承的裝配可以知道為29mm，d4處的長度同樣可以知道為20mm，取d3處內徑孔的長度為20mm，d5處孔內徑長32mm,d6=60mm。銷孔直徑的大小為18mm銷孔的中心線到端面的距離為9+17=26mm。計算螺桿螺桿圖3-5所示圖3-5螺桿根據螺桿所受的力可以選擇螺桿的直徑，因為受力為Qa二Qsina=4928.3X0.895=4410.82N，選取材料為45性能為4.6的螺桿，查表可得材料的屈服極限bs=240MPa，查的安全系數S=4，故螺桿材料的許用應力"]=bs/4=60MPa，根據式dl>：4xf3j=11mm。取d1=11mm，牙型角為60°的等邊三角形。則螺桿小端為直徑11mm，大端直徑為12mm。螺桿的長度根據裝配關系選取250mm設計箱體箱體的壁厚為6=0.04a+1N8，所以箱體的壁厚取為6=20mm地腳螺釘直徑d=0.036a+12=0.036X137+12=16.932mm，取d=17mm。凸臺直徑可查的為33mm，箱底座凸緣厚度為1.56=30mm，地角螺釘的數目為4個。軸承端蓋的螺釘直徑為，d1=(0.4?0.5)d,所以取d1=10mm，取體的總長為432mmX345mmX340mm，圖形其他尺寸參照設計手冊選取第四章強度校核4.1鋼環強度驗算1）鋼環內周的正應力bi法S四IQr=95.5x105"沼1*以=95.5乂10000乂1.25乂4乂cos63.5/(0.05乂1000乂35)=525力1Dmin2.5于是得oi=19.25N/mm2鋼環外周的正應力rr1-V2)0.182Rch2)3)2Q2.5于是得oi=19.25N/mm2鋼環外周的正應力rr1-V2)0.182Rch2)3)2Qbe=—A鋼環接觸處剖面內的最大應力bmax=0.636Q^="N/mm2=5.06N/mm24)鋼環許應應力式中bs——材料的屈服限。鋼環材料同樣選用GCr15號鋼，故

bs=380~420N/mm2式中k]——許用安全系數，取k]=2。于是得信]=400=200N/mm2

2于是得可見，鋼環剖面內各處的工作應力均小于許用應力，故強度足夠。4.2校檢軸的強度輸入軸的功率P1=4kW，輸入軸轉速n1=1000r/min，調速幅度Rb=9每個錐輪所傳遞的扭矩T1=1/2*9550*1000*P1/n1=19.1,N.mT1=1/2*9550*1000*P1*門/n2=47.55,N.m式中P1為主動錐輪的傳遞功率，kW；門為傳動效率。每個錐輪所傳遞的有效圓周力（既摩擦力）2T22T2Ft=D22in30x10-3=869.7N所以每個錐輪上的壓緊力Q=9550x103Knpl=9550x103K^P1^=869.7X1X

力1D1xfn2D2x0.85/0.15=4928.3N每個錐輪上的徑向壓緊力Qr=Qcosa=4928.3X0.446=2198.02N每個錐輪上的軸向壓緊力Qa=Qsina=4928.3X0.895=4410.82圖4-1受力圖a為角接觸軸承當面到軸的中心線的距離，取a=35.9mml1min=52-6.69-a=52-6.69-35.9=9.41mml2min=28+35.9=63.9mml3min=l1min=9.41mml4min=50+6+a=56+25.9=81.9mm因為Qa=FH3所以可得FV3二FH3/tana=4410.82/tan35°=10523.25NFV1=FV3=10523.25N根據力的平衡有方程FV4+FV3+FV1+FV2=2Qr即10523.25+10523.25+FV2+FV4=2X2198.02NFV2+FV4=-16650.42NFV3l2-Qr(l2+l1)-Qr(l2+l1+l)+FV1(l2+l1+l+l3)+FV2(l2+l1+l+l3+l4)=0聯合兩式可以得出FV2、FV4FV4=-10524.31FV2=-6125.93N根據上序簡圖，計算處彎矩力圖和扭矩圖如圖4-2所示：圖4-2軸的扭矩圖校檢軸的強度。ca=蕓產4"]取M=600N,T=14.01N.m,W=業-"（d一’）2=635,a=1322d計算出。小=30.21，軸的材料為調質處理45號鋼，其中卜_1]=60，滿足設計總結畢業設計是我們從大學畢業生邁向社會實踐重要的一步。從選題，到計算、繪圖直到完成設計。找資料找老師指導與同學交流，直至完成圖紙。這次實踐，我了解了無級變速器的用途及工作原理，熟悉了無極變速器的設計步驟，鍛煉了工程設計實踐能力，培養了自己獨立設計能力。此次設計是專業知識和專業基礎知識一次實際檢驗和鞏固。同時畢業設計也讓我明白了自己專業基礎知識很多不足之處。如自己動手設計能力差，缺乏綜合應用專業知識的能力，畫圖工具知識缺乏等等。這次實踐是對自己大學四年所學的一次檢閱，使我明白自己知識還很淺薄，雖然馬上要畢業了，但以后求學之路還長，以后更應該在工作中努力學習，自己成為一個對社會有所貢獻的人，同時在此非常感謝聶老師的細心指導，使我才能成功的完成此次畢業設計。參考文獻[1]阮忠唐主編機械無級變速器北京機械工業出版社，1988[2]李洪曲中謙主編實用軸承手冊遼亍科學技術出版社，2000[3]吳宗澤主編機械設計北京中央廣播大學出版社，1998[4]沈繼飛主編機械設計課程設計課題及指南北京高等教育出版社，1990[5]唐照民主編機械設計手冊北京高等教育出版社，1995[6]吳宗澤主編機械設計實用手冊北京工業出版社發行部，2003.10[7]成大先主編機械設計圖冊北京：化學工業出版社，2000附錄Fixed-SpeedWind-GeneratorandWind-ParkModelingforTransientStabilityStudiesIncreasinglevelsofwind-turbinegenerationinmodernpowersystemsisinitiatinganeedforaccuratewind-generationtransientstabilitymodels.Becausemanywindgeneratorsareoftengroupedtogetherinwindparks,equivalencemodelingofseveralwindgeneratorsisespeciallycritical.Inthispaperreduced-orderdynamicfixed-speedwind-generatormodelappropriatefortransientstabilitysimulationispresented.Themodelsderivedusingamodelreductiontechniqueofahigh-orderfinite-elementmodel.Then,anequivalencyapproachispresentedthatdemonstrateshowseveralwindgeneratorsinawindparkcanbecombinedintoasinglereduced-ordermodel.Simulationcasesarepresentedtodemonstrateseveraluniquepropertiesofapowersystemcontainingwindgenerators.Theresultsinthesepaperfocusonhorizontal-axisturbinesusinganinductionmachinedirectlyconnectedtothegridasthegenerator.IndexTerms—Transientstabilitysimulation,wind-generatormodeling,wind-parkmodeling,wind-turbinemodeling.I.INTRODUCTIONThisencompassesmanymodernlarge-scalesystems.Becauselargewindinstallationsconsistofmanywindgenerators,wind-park-modelingisacriticalneed.Consequently,thesecondgoalstopresentamethodologyforcombiningseveralwindgeneratorsconnectedtothegridthroughacommonbusintoasingleequivalentmodel.Windgeneratorsareprimarilyclassifiedasfixedspeedorvariablespeed.Withmostfixed-speedunits,theturbinedrivesaninductiongeneratorthatisdirectlyconnectedtothegrid.Theturbinespeedvariesverylittleduetothesteepslopeofthegenerator’storque-speedcharacteristic；therefore,itistermedfixed-speedsystem.Withavariable-speedunit,thegeneratorisconnectedtothegridusingpower-electronicconvertertechnology.Thisallowstheturbinespeedtobecontrolledtomaximizeperformance(e.g.,powercapture).BothapproachesareManuscriptreceivedFebruary3,2004.ThisworkwassupportedinpartbytheWesternAreaPowerAdministration.Paperno.TPWRS-00388-2003.TheauthorsarewithMontanaTech,UniversityofMontana,Butte,MT59701USA(e-mail:).DigitalObjectIdentifier10.1109/TPWRS.2004.836204commoninthewindindustry.Inthispaperwefocusonmodelingthefixed-speedunitandanequivalentmodelofseveralAwindparkconsistsofseveralwindgeneratorsconnectedtoothedtransmissionsystemthroughasinglebus.Becausemodelingeachindividualturbinefortransientstabilityisoverlycumbersome,ourgoalistolumpthewindparkintoaminimalsetoffequivalentwind-generatormodels.Ourapproachforequivalencemodelingofawindparkinvolvescombiningallturbineswiththesamemechanicalnaturalfrequencyintoasingleequivalentturbine.Simulationresultsdemonstratethisapproachprovidesaccurateresults.Arepresentativeexampleofpublishedresultsformodelingwindgeneratorsfortransientstabilityiscontainedin[2]-[10].Resultsformodelingfixed-speedwindgeneratorshavefocusedontwoprimaryapproaches.Thefirstapproachrepresentstheturbineandgeneratorrotorasasingleinertiathusignoringthesystem’smechanicalnaturalfrequency[2—[5].Thesecondapproachrepresentstheturbinebladesandhubasoneinertiaconnectedtothegeneratorinertiathroughaspring[6]-[9].Inallofthesepapers,thespringstiffnessiscalculatedfromthesystem’sshaft.Ourresearchindicatesthatrepresentingthefirst-modemechanicalfrequencyiscriticaltoanaccuratemodel.Finite-elementanalysishasshownthatthefirst-modedynamicsareprimarilyaresultoftheflexibilityoftheturbinebladesnottheshaftasassumedbyothers[11].Themodelingapproachpresentedinthispapercentersonthefactthattheprimaryflexiblemechanicalcomponentistheturbineblade.Theresultsin[7]focusonreduced-orderwind-parkmodeling.Theauthorsuseastandardinductiongeneratorequiva-0885-895O/O4$2O.OO?2004lancingmethodtocombineseveralwindgeneratorsystems.Buttheauthorsdonotaddresstheproblemofcombiningtheturbinesinsuchawaytopreservethemechanicalnaturalfrequencies.Ourresearchindicatesthisiscriticaltohavinganaccuratewindparkmodel.Athoroughdiscussionofreduced-ordermodelingofvariable-speedturbinesiscontainedin[10].Theauthorsarguetheturbinemechanicscanberepresentedasasingleinertiabecausethevariable-speedconnectiondecouplesthemechanicaldynamicsfromthelectromechanicaldynamics.Ourresultsdonotconsiderthevariable-speedcase.Theworkdescribedin[2]-[10]focusesonlow-orderturbinemodelsthatcanbeeasilyimplementedinlarge-scaletransientstabilitycodes.Considerableresearchhasfocusedonmodelingatamoredetailedlevel.Anexcellentoverviewandliteraturereviewiscontainedin[17].Detailedmodelingapproachesrangefromhighly-detailedfinite-elementmodelstomoresimplifiedsix-mass,five-mass,andthree-massturbinemodels.Themajorityofthesemodelsusemomentumtheory[13]tocalculateaerodynamicforces.III.TURBINEDYNAMICSOurapproachfordevelopingareduced-ordermodelconsistsofstartingwithahighly-detailedmechanicalandaerodynamicturbinemodelandthenremovingalldynamiceffectsoutsidetheelectromechanicalrange.Inthisreductionprocess,allanalysisisdonefromtheperspectiveoftheturbineshaftthatdrivesthe325cillation.Detailedmodalanalysisofthesystemshowsthattheoscillationistheresultoftheouterportionsofthebladesvibratingagainstboththeinnerportionsofthebladesandallotherinertiasontheshaft[11],[12].Sucharesultistypical,especiallyforlargeturbines.Modernwind-turbinebladesareverylargeandflexibl,eandtendtovibrateattheirfirstmodewhenexcitedfromthehub.PonyanalysisoftheoscillationinFig.1showsitprimarilycontainsa4-Hzcomponent[12].Thisisalsotypicaloflarge-scaleturbines,whichusuallyhaveafirst-modenaturalmechanicalfrequencyinthe0-to10-Hzrange.Becausethisrangeisalsotypicalforelectromechanicaloscillations,itiscriticaltorepresentthemechanicaloscillationsofthewind-turbineastheywilltendtointeractwiththeelectromechanicaloscillations.Themodeshapeofthefirst-modeoscillationthatdominatestheresponseinFig.1dictatesthatthemodelcanberepresentedbyatwo-inertia,singlespring-dampersystemasdepictedinFig.2.Thisisthebasisforthereduced-ordermodelthatfollows.Oneinertiarepresentstheouterportionoftheblades(thebladetipsinFig.2).ThebladetipsarerigidlyconnectedasdepictedinFig.2withamassless“bladering.”Thebladeptdactasasingleinertiabecausealltransientdisturbancesequallyactonallbladesthroughthegeneratorshaft.Theotherinertiarepresentsthecombinedeffectofthebladeroots,hub,turbineshaft,gearing,generatorshaft,andgeneratorinertia.Foratypicalsystem,theinnerinertiaisdominatedbythebladerootsandgeneratorinertia.ThereducedturbinemodeldepictedinFig.2isconsiderablydifferentthanwhatotherresearchershaveproposed[2]-[9].Manyhavelumpedtheentireturbineandgeneratorintoasingleinertiaandignoredthemechanicalfirst-modedynamics[2]-[5].Othershasconsideredfirst-modedynamics,butdonotmodelthebladeflexibility[6]-[9].Instead,theseauthorshaveassumedthebladestobeasingleinertiaandmodeltheturbineshaftasaspring.Butinatypicalsystem,thebladesaremuchmoreflexiblethantheshaft.Ourresearchindicatesthatthebladesdominatethemechanicalfirstmodeandtheshaftactsasarigidbody.Ourresearchalsoindicatesthatcorrectlymodelingthemechanicsiscriticaltoobtainingaccuratetransientsimulationresults..SINGLEWIND-GENERATORMODELThesinglewind-generatormodelconsistsoftwoprimarycomponents:thereduced-ordertwo-inertiaturbinemodelfromtheprevioussectiondrivenbyawindtorqueandastandardTRUDNOWSKIetal.:FIXED-SPEEDWIND-GENERATORANDWIND-PARKMODELINGFORTRANSIENTSTABILITYSTUDIESelectricgenerator.Forthispaperweassumethegeneratortobeastandardinductionmachinedirectlyconnectedtothegridasthisisthemostcommonconfiguration.A.TurbineModelThetwo-inertiareduced-orderturbineinFig.2isthebasisfortheturbinemodel.TheequationsofmotionforthesysteminFig.2are(1)wherenumberofblades；effectivegearratio=/rated-turbine-speed；electricalfrequencybase；inertiaofeachbladetipinertiaofeachbladeroot+inertiaof+inertiaofturbineshaftandgearing/+inertiaofgeneratorshaftandrotor；bladestiffness；bladedamping；aerodynamicwindtorque；generatorelectricaltorque；bladetipanglereflectedthroughthegearing；generatorshaftangle.Calculatingtheinertiasandin(1)requiresknowledgeofthebladebreakpointwherethespring-damperisplaced(seeFig.2).Ifthebladeisnotbrokenatthecorrectpositionthenthemechanicalmodeshapewillnotbecorrect.Thebreakpointisprimarilyafunctionoftheblademechanicsandcanbedeterminedfromfinite-elementanalysisortestingofthebladeandseemstooccuratthesecondbendingnodeoftheblade.Intheexamplecasesstudiedin[12],thereduced-ordersystem’ssensitivitytoimproperplacementofthebreakpointissignificant.Thisisdemonstratedintheexamplesection.Fortunately,mostmodernblademanufacturesorbladetestingfacilities(suchasthefacilityattheNationalRenewableEnergyLaboratoryintheUnitedStates)havetherequiredinformationtodeterminethebladebreakpoint.Thepowerengineersimplyneedstorequestthisinformation.Onceonehasthebladebreakpoint,theinertiaparameterscaneasilybecalculatedfromtypicalmanufacture’sdata.Thestiffnessin(1)canbecalculatedfromknowledgeofthesystem’sfirst-modemechanicalnaturalfrequencyusing(2)whereisthefirst-modemechanicallead-lagnaturalfrequencywiththesystemconnectedtoinfinitebus.Forexample，inthesystemintheprevioussection，.Typically，manufacturescanprovidethisfrequency.Itcanbeeasilycalculatedbyapplyingabrakepulseontheturbineandanalyzingitsresponse(forexample，Fourieranalysisofthegenerator’sspeed).Inmostcasesthebladedampingisverysmallandassumedtobezero.Thespringstiffnessisameasureoftheblade’sstiffnessintherotationalplanewhichisacombinationoftheblade’sedgestiffnessandflatstiffness[12].Relatingtotheedgeandflatresultsin(3)whereistheedgestiffness，istheflatstiffness，andisthepitchangle.Bothandareconstant.Ascanbeseenin(3)，isdependentonthepitchangle.Typically，islimitedtobebetweenzeroandtendegrees.Analysisof(3)underthisrestrictionshowsthatvariesverylittlefordifferentpitchsetpoints.Thisimplies,andexperimentssupport，thattheaccuracyoftheturbinemodelhasverysmallsensitivitytovariationsinthesystem’spitchangle[12].Thewindtorqueiscalculatedassuminganidealrotordiskfromtheequation[13](4)whereisthevelocityofthebladetipsectionsreflectedthroughthegearing，istheairdensity，isthesweepareaoftheblades，isthefreewindvelocity，andistheturbine’spowercoefficient.Unfortunately，isnotaconstant.However，themajorityofturbinemanufacturessupplytheownerwithacurve.Thecurveexpressesasafunctioncausedprimarilybytowershadowingandunbalancedmechanics.Typicalmodulationfrequenciesareatthe1Pand3Pmodes(note:1Pisonceperrevolutionofaturbineblade)[6].Wedonotincludetheseeffectsasweassumethatthetorqueinducedfromthetransientfaultismuchlargerthanthemodulationtorque.Thisassumptionhasbeenmadebymanyotherresearchers(forexample，[7]).Futureresearchwillfocusontestingthisassumption.Ingeneral，thetwo-inertiaturbinemodelproposedhereisarelativelyrobustmodelthatcoversmanyturbineoperatingconditions.Allmodelparametersarerelativelyconstantwithverylittlesensitivitytothepitchangle.Becausethemaincomponentofenergyinatransientisduetoturbineinertialenergy,stall-controlledturbinescanbeaccuratelymodeledusingthisapproach’s.GeneratorModelStandardpracticesarewellestablishedformodelingthegenerator[1].Astandarddetailedtwo-axisinductionmachinemodelisusedtorepresenttheinductiongenerator[1].Theresultingequationsare(6a)whereisthetransientopen-circuittimeconstant,istheslipspeed,isthesynchronousreactance,isthetransientreactance,andarethed-axisandq-axisstatorvoltages,andarethed-axisandq-axisper-unitstatorcurrents.Thetorqueiscalculatedfrom(6b)TRUDNOWSKIetal.:FIXED-SPEEDWIND-GENERATORANDWIND-PARKMODELINGFORTRANSIENTSTABILITYSTUDIESwhereisthesweepareaisthefreewindvelocity,andistheturbine’spowercoefficientforturbine.B.EquivalentGeneratorModelTheequivalenceinductiongeneratorparametersareobtainedusingtheweightedadmittanceaveragingmethodin[16].Withthismethod，theequivalentmachineparameters，andarecalculatedbytakingtheweightedaverageadmittancesofeachbranchoftheinductionmachineequivalentcircuit.Theweightingfortheaveragesarecalculatedusingtheratedpowerofthegenerators.I.SIMULATIONRESULTSManyexampletestcaseshavebeenstudiedtoevaluatethepropertiesofthemodelingapproach；thesearecontainedin[12]，[14]，[15].Aselectfewarepresentedinthissection.Forthisexample，wecomparetheresponseofthetwo-inertiareduced-orderturbinein(1)totheresponseofthefinite-elementmodelandadetailedfive-inertiamodel.Eachmodelisconnectedtoaninfinitebusthroughaninductiongenerator.Theresponseofthefinite-elementmodelisshowninFig.1.Thefive-inertiamodelrepresentseachbladewithedgeandflapspring-damperstheslow-speedshaftspringstiffnessisalsorepresentedandtheaerodynamicsaremodeledusingGluervortexmomentumtheory[13].Thefive-inertiamodelalsocontain